Giao trinh Chi tiết máy

NHỮNG VẤN ĐỀ CƠ BẢN TRONG TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY “Chi tiết máy” là khoa học về thiết kế hợp lý các chi tiết máy có công dụng chung. Môn học chi tiết máy vừa mang tính lý thuyết, vừa gắn liền với các kết quả thực nghiệm. “Chi tiết máy” là một trong những môn kỹ thuật cơ sở của chương trình Đại học kỹ thuật cơ khí, là cầu nối giữa các kiến thức khoa học cơ bản, cơ sở với các kiến thức chuyên môn.

Chương 1

NHỮNG VẤN ĐỀ CƠ BẢN TRONG TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

I CÁC KHÁI NIỆM - MÔN CHI TIẾT MÁY:

1 Chi tiết máy:

a/ Định nghĩa: Chi tiết máy là đơn vị nhỏ và hoàn chỉnh của máy.

b/ Phân loại: Theo công dụng, các chi tiết máy được chia làm 2 nhóm:

- Chi tiết máy có công dụng chung: là các chi tiết máy được dùng phổ biến trong nhiều loại

máy khác nhau (VD: bánh răng, trục, ổ trục…) Đặc điểm của nhóm này là nếu cùng mộtloại thì công dụng giống nhau, hình dạng - kết cấu tương tự Do đó, có thể dùng chung 1phương pháp tính toán thiết kế Đay là đối tượng nghiên cứu của môn chi tiết máy

- Chi tiết máy có công dụng riêng: chỉ được dùng trong một số loại máy nhất định (VD: trục

khuỷu, van, bánh tua-bin,…) Đặc điểm và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máynày được trình bày trong các giáo trình chuyên môn

2 Nhiệm vụ, tính chất, vị trí môn học chi tiết máy:

- “Chi tiết máy” là khoa học về thiết kế hợp lý các chi tiết máy có công dụng chung

- Môn học chi tiết máy vừa mang tính lý thuyết, vừa gắn liền với các kết quả thực nghiệm

- “Chi tiết máy” là một trong những môn kỹ thuật cơ sở của chương trình Đại học kỹ thuật cơkhí, là cầu nối giữa các kiến thức khoa học cơ bản, cơ sở với các kiến thức chuyên môn

II TẢI TRỌNG VÀ CÁC ỨNG SUẤT:

a/ Phân loại: 2 loại; gồm:

- Ứng suất tĩnh: không thay đổi theo thời gian

- Ứng suất thay đổi: biến thiên theo thờ gian

b/ Các đặc trưng của một chu trình ứng suất thay đổi tuần hoàn:

Một vòng thay đổi ứng suất từ trị số giới hạn này sang trị số giới hạn khác rồi trở về trị số banđầu gọi là chu trình ứng suất Thời gian thực hiện một chu trình gọi là một chu kỳ.

Chu trình ứng suất đặc trưng bởi:

c/ Tính toán các giá trị ứng suất:

Việc tính toán các giá trị ứng suất kéo, nén, uốn, xoắn, cắt theo các công thức của môn sức bền vậtliệu

 Trường hợp ứng suất dập giữa 2 bề mặt hình trụ, ta có:

σ d =

dl F

F: lực tác dụng

d, l: đường kính ổ và chiều dài tiếp xúc

 Trường hợp 2 hình trụ song song tiếp xúc nhau khi chưa chịu tải thì tiếp xúc theo đường, khichịu tải thì vùng tiếp xúc là một dãy hẹp, ứng suất cực đại trên vùng tiếp xúc lúc đó đượctính theo công thức Héc:

σ tx = 0,418



E q

q: tải trọng riêng (N/m)

ρ: bán kính cong tương đương (mm)

E: modun đàn hồi tương đương (N/mm2)

 Nếu chi tiết máy chịu ứng suất phức tạp thường tiến hành tính toán theo ứng suất tươngđương dựa vào thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng (thuyết bền thứ 4):

σtd =  2  3 2

III NHỮNG CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT

MÁY:

Có 5 chỉ tiêu: sức bền, độ cứng, độ bền mòn, khả năng chịu nhiệt và độ ổn định dao động

1 Sức bền

a/ Định nghĩa: Sức bền là khả năng tiếp nhận tải trọng của chi tiết máy mà không bị phá hỏng.

Đây là chỉ tiêu quan trọng nhất của phần lớn các chi tiết máy

Nếu một chi tiết máy không đảm bảo sức bền thì sẽ xuất hiện biến dạng dư lớn hoặc có thể bịgãy, vỡ hay hỏng bề mặt làm việc Nếu phá hỏng xảy ra trong toàn bộ thể tích thì liên quan đếnsức bền thể tích Nếu hỏng bề mặt thì liên quan đến sức bền bề mặt

Có hai trường hợp của sự phá hỏng: phá hỏng tĩnh liên quan đến sức bền tĩnh và phá hỏng mỏiliên quan đến sức bền mỏi Phá hỏng tĩnh do ứng suất làm việc vượt quá giới hạn bền tĩnh củavật liệu, thường do quá tải đột ngột gây nên Phá hỏng mỏi là do tác dụng lâu dài của ứng suấtthay đổi có giá trị vượt quá giới hạn bền mỏi của vật liệu (gắn liền với tuổi thọ theo yêu cầu)

b/ Phương pháp tính

Xuất phát từ điều kiện bền:

σ

n]

σ,  : ứng suất sinh ra trong chi tiến máy

[σ], []: ứng suất cho phép; σgh ,gh : ứng suất giới hạn;

n: hệ số an toàn

c/ Cách xác định giới suất giới hạn.

- Trường hợp chi tiết máy chịu ứng suất tĩnh:

o Đối với vật liệu dẻo: ứng suất giới hạn là giói hạn chảy của vật liệu

o Đối với vật liệu giòn: ứng suất giới hạn là giới hạn bền của vật liệu

- Trường hợp chi tiết máy chịu ứng ứng suất thay đổi:

o Nếu chu kỳ làm việc ≥ N0 (số chu kỳ cơ sở) thì ứng suất giới hạn là giới hạn mỏi dàihạn: σr

o Nếu N < N0 thì ứng suất giới hạn mỏi ngắn hạn σN = Kσσr

Kσ: hệ số tuổi thọ (Kσ>1)

d/ Hệ số an toàn n:

Xác định hệ số an toàn hợp lý đảm bảo kết cấu có đủ độ tin cậy và giá thành hạ Có thể xácđịnh bằng 2 cách:

- Tra bảng: hệ số an toàn được cho sẵn trong bảng tra ứng suất cho phép Phương pháp nàyđơn giản nhưng chỉ dùng được trong phạm vi hẹp.

- Tính độ cứng thể tích: xuất phát từ điều kiện về độ cứng

Chuyển vị thực (dài, góc)  chuyển vị cho phép

VD: Truờng hợp thanh chịu kéo (hay nén), chuyển vị thực là độ dãn dài (hay độ co): l;trường hợp thanh chịu xoắn, chuyển vị thực là góc xoắn φ

Trị số các chuyển vị thực đựợc xác định theo công thức của “sức bền vật liệu”

Trị số các chuyển vị cho phép được xác định theo điều kiện làm việc cụ thể của chi tiết máytrong từng loại máy

Để đánh giá khả năng chống biến dạng (đàn hồi) của chi tiết máy, người ta còn dùng hệ số

độ cứng, là tỉ số giữa tải trọng tác dụng (lực, moment) với biến dạng do chúng gây ra Hệ số

độ cứng được xác định theo các công thức “sức bền vật liệu”

VD: đối với thanh làm bằng vật liệu có môdun đàn hồi E, có tiết diện không đổi S, chiều dài

l, chịu lực kéo F, độ cứng của thanh là Kσ:

l

S E l

S l

Trường hợp các vật thể có diện tích tiếp xúc lớn (VD: giữa bàn trượt với sống trượt máytiện), biến dạng tiếp xúc được xác định bằng thực nghiệm

3 Độ bền mòn:

a/ Các khái niệm:

Mòn: là sự thay đổi dần kích thước, hình dạng của các bề mặt tiếp xúc trượt tương đối với nhau,

do tác dụng của lực ma sát trong điều kiện bôi trơn không tốt

Mòn dẫn đến phá vỡ điều kiện làm việc bình thường của cơ cấu, máy và có thể làm cho chi tiết

bị hỏng

Độ bền mòn: là khả năng của chi tiết máy có thể làm việc được trong một khoảng thời gian nhấtđịnh mà lượng mòn không vượt quá trị số cho phép

b/ Phương pháp tính toán: có hai phương pháp

- Tính toán đảm bảo ma sát ướt: tính toán sao cho khi làm việc, hai bề mặt luôn được ngăncách bởi một lớp bôi trơn

- Tính toán giới hạn áp suất:

Giữa áp suất (hoặc ứng suất tiếp xúc) và quãng đường ma sát cho phép có hệ thức

pm.s = constp: áp suất

s: quãng đường ma sát

m: số mũ (m = 1-3), phụ thuộc chế độ ma sát

Dựa vào hệ thức trên, ta thấy để đảm bảo một độ bền mòn nhất định (một giá trị S chọn trước) thìcần giới hạn áp suất

Điều kiện tính toán là: p  [ p ]

Trong một số trường hợp, để xét ảnh hưởng của vận tốc trượt đến độ bền mòn và sự sinh nhiệtngười ta sử dụng điều kiện: p.v[p.v]

Các giá trị cho phép [p], [p.v] được xác định từ thực nghiệm và lập thành các bảng tra

4 Khả năng chịu nhiệt:

a/ Tác hại của nhiệt và khả năng chịu nhiệt:

- Tác hại của nhiệt: Nhiệt sinh ra do quá trình làm việc hoặc do ma sát, làm cho chi tiết máy,dầu bôi trơn nóng lên Điều này dẫn đến: giảm khả năng tải của chi tiết máy (do cơ tính củavật liệu giảm), gây biến dạng nhiệt, làm giảm độ nhớt của dầu bôi trơn (dẫn đến mòn, dính)

- Để đảm bảo khả năng chịu nhiệt:

o Đối với các chi tiết má phải làm việc ở nhiệt độ cao, cần phải chọn vật liệu có tínhchịu nhiệt để chế tạo chi tiết máy (thép bền nhiệt, hợp kim titan chịu nhiệt)

o Đối với các chi tiết máy làm việc trong điều kiện thông thường, cần tính toán và tìmbiện pháp để hạn chế nhiệt độ trong phạm vi cho phép

b/ Phương pháp tính toán:

Tính toán đơn giản nhất về nhiệt và kiểm nghiệm điều kiện:

t0  [t0]

t0: nhiệt độ làm việc, được xác định dựa vào nguyên lý cân bằng nhiệt.

[t0]: tùy theo loại vật liệu chế tạo chi tiết máy hay dầu bôi trơn

Nếu không thoả điều kiện này, phải tìm các biện pháp làm nguội

Trong một số trường hợp, sau khi tính nhiệt độ t0, cần tính biến dạng nhiệt, ứng suất nhiệt

Ghi chú: trường hợp phải thiết kế chi tiết máy làm việc ở nhiệt độ cao, cần chú ý chọn vật liệu thíchhợp và khi tính toán phải xét đến hiện tượng từ biến của vật liệu (biến dạng dẻo từ từ và liên tụcdưới nhiệt độ cao) và sự giảm ứng suất theo chiều ngang sinh ra do chi tiết máy chịu tải lâu

5 Độ ổn định dao động:

a/ Nguyên nhân và tác hại của dao động:

- Dao động thường do các chi tiết quay không cân bằng, chi tết máy không đủ độ cứng, tốc độlàm việc cao,…

- Dao động gây ra ứng suất phụ thay đổi theo chu kỳ có thể làm chi tiết máy bị gãy Trongmột số trường hợp, dao động làm giảm chất lượng làm việc của máy (VD: máy cắt kimloại)

b/ Định nghĩa độ ổn định dao động:

Độ ổn định dao dộng là khả năng chi tiết máy có thể làm việc trong một phạm vi tốc độ cần thiết

mà không bị rung quá giới hạn cho phép

c/ Phương pháp tính toán:

- Tính toán về dao động cụ thể là xác định tần số dao động riêng của chi tiết máy hoặc cơ cấu

để tránh cộng hưởng (đôi khi để tìm nguyên nhân gây ra dao động), hay tính biên độ daođộng rồi so sánh vớ trị số cho phép

- Để khử dao động cần tìm cách triệt tiêu những ngoại lực sinh ra dao động (khó thực hiện),

có thể làm giảm dao động bằng cách làm thay đổi tính chất động lực học của hệ thống aydùng các thiết bị giảm rung

IV ĐỘ BỀN MỎI CỦA CHI TIẾT MÁY:

1 Hiện tượng phá huỷ mỏi - độ bền mỏi:

Đối với các chi tiết máy làm việc với ứng suất thay đổi theo thời gian, sau một số chu kỳ sẽ cónhững vết nứt tế vi tại những vùng chịu ứng suất lớn Kσhi số chu kỳ làm việc đến một giới hạnnào đó, số vết nứt và kích thước các vết nứt tăng lên dẫn đến phá hủy chi tiết máy Đó là hiệntượng phá huỷ mỏi Kσhả năng chi tiết máy cản lại sự phá huỷ mỏi gọi là độ bền mỏi

2 Đường cong mỏi:

Bằng các thí nghiệm về mỏi, có thể thiết lập được đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa ứng suất(σa hay σm) và số chu kỳ thay đổi ứng suất mà mẫu thử có thể chịu được cho đến khi bị phá huỷ

Đồ thị này gọi là đường cong mỏi, có dạng như hình bên;

Đoạn cong trên đường cong mỏi có phương trình σm.N = const; trong đó m là bậc của đườngcong mỏi, N là tuổi thọ ứng với ứng suất σ

3 Nhận xét mối quan hệ giữa ứng suất và tuổi thọ:

- Kσhi ứng suất càng lớn thì tuổi thọ (N) càng giảm

- Kσhi giảm ứng suất đến giá trị σr nào đó thì N có thể tăng đến khả năng khá lớn mà mẫu thửkhông bị gãy hỏng (đoạn thẳng trên đồ thị) Ứng suất được gọi là giới hạn mỏi dài hạn củavật liệu Số chu kỳ N0 ứng với σr gọi là chu kỳ cơ sở, đối với thép N0 = 106 – 107

Lưu ý: đối với hợp kim màu, không có đoạn nằm ngang

Ta có: σN N = σrm.N0 m

N0

N r

4 Trường hợp chi tiết máy chịu ứng suất thay đổi không ổn định:

Đối với trường hợp này, cần xác định số chu kỳ tương đương:

Trong đó; σi là ứng suất tác dụng trong Ni chu kỳ; σl: giá trị lớn nhất của các σi

Nếu: Ntđ < N0 thì tính theo giới hạn mỏi ngắn hạn

Ntđ > N0 thì tính theo giới hạn mỏi dài hạn

5 Các nhân tố ảnh hưởng đến giới hạn mỏi:

Việc thí nghiệm để xác lập đương cong mỏi được tiến hành đối với những mẫu thử nhẵn, trụtrơn, có quy cách xác định, được chế tạo từ những vật liệu có độ đồng đều nhất định về cơ tính.Các chi tiết máy thực tế có những khác biệt với các mẫu thử, do đó có ảnh hưởng đến việc xácđịnh giới hạn mỏi

Các nhân tố ảnh hưởng đến giới hạn mỏi:

- Hình dạng, kết cấu

- Kσích thước tuyệt đối

- Chất lượng bề mặt

1 Định nghĩa: Độ tin cậy là khả năng sản phẩm (chi tiết máy, thiết bị công trình,…) thực hiện

chức năng của mình và duy trì chức năng, nhiệm vụ đó trong suốt thời gian đã định ứng vớicác điều kiện vận hành, chăm sóc, bảo dưỡng cụ thể

2 Các chỉ tiêu đánh giá độ tin cậy:

- Xác suất làm việc không hỏng R(t) =

0

tNN

- Cường độ hỏng:  

t

h tN

t.N

t  



- Tuổi thọ hữu ích, tuổi thọ  phần trăm

- Hệ số sử dụng (đối với các chi tiết máy phục hồi được)

Kσs=

p e ev

evttt

t





3 Phương pháp nâng cao độ tin cậy:

- Hạn chế số lượng chi tiết trong thiết bị; các chi tiết cần có độ tin cậy gần bằng nhau

- Tăng hệ số an toàn của các chi tiết

- Bôi trơn, che kín tốt

- Sử dụng các kết cấu tự lựa để hạn chế sự phân bố không đều của tải trọng

- Nếu có tải ngẫu nhiên cần có các thiết bị an toàn (ly hợp an toàn, rơ-le)

VI CHỌN VẬT LIỆU VÀ CHẾ TẠO CHI TIẾT MÁY:

1 Các yêu cầu đối với vật liệu:

- Đảm bảo chi tiết máy có đủ khả năng làm việc

- Thoả mãn yêu cầu về khối lượng và kích thước

- Có tính công nghệ cao

- Giá rẻ

2 Các loại vật liệu thường dùng:

Thép, gang, hợp kim màu, vật liệu gốm, vải, gỗ, da, chất dẻo,…

VII KHÁI NIỆM CHUNG VỀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY:

1 Đặc điểm thiết kế:

- Sử dụng cả các công thức chính xác và công thức kinh nghiệm hay gần đúng Sai số trongtính toán được bù lại bằng việc cho ứng suất cho phép hoặc hệ số an toàn thích ứng

- Thông thường phải tính sơ bộ, sau đó phải tính kiểm nghiệm lại

- Việc tính toán chủ yếu xác định kích thước của các tiết diện nguy hiểm, các vị trí thường bịphá hỏng Các kích thước còn lại chọn theo các điều kiện công nghệ, lắp ráp, kết cấu hợp lý.Cần định ra một số phương án rối chọn phương án hợp lý nhất

2 Vấn đề tiêu chuẩn hoá:

a Khái niệm về tiêu chuẩn hóa:

Tiêu chuẩn hóa quy định những tiêu chuẩn, quy cách về hình dạng, chủng loại, kiểu dáng, cácthông số cơ bản, yêu cầu kỹ thuật, yêu cầu chất lượng,… của sản phẩm

Tiêu chuẩn hóa giúp nâng cao chất lượng sản phẩm, tạo điều kiện chuyên môn hoá, hợp tá hóasản xuất, giảm thời gian và công sức thiết kế, sử dụng vật liệu hợp lý,…

b Các loại tiêu chuẩn:

- Tiêu chuẩn nhà nước Việt Nam (TCVN - số thứ tự - năm ban hành)

- Tiêu chuẩn ngành: TCN

- Tiêu chuẩn tỉnh, thành phố: TCV

- Tiêu chuẩn cơ cở: TC

TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ ĐẠI CƯƠNG VỀ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Truyền động cơ khí là những cơ cấu dùng để truyền cơ năng từ động cơ đến các bộ phận làm việccủa máy, thông thường có biến đổi vận tốc, lực hay momen và đôi khi có biến đổi cả đặc tính vàquy luật chuyển động

Theo nguyên lý làm việc, có thể chia truyền động cơ khí thành 2 nhóm chính:

- Truyền động ma sát: truyền động bánh ma sát (tiếp xúc trực tiếp) và truyền động đai (tiếpxúc gián tiếp)

- Truyền động ăn khớp: Truyền động bánh răng, truyền động trục vít (tiếp xúc trực tiếp),truyền động xích (tiếp xúc gián tiếp)

Ngoài ra còn dùng truyền động vít – đai ốc để biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến.Các thông số cơ bản của một bộ truyền động cơ khí:

- Công suất N(Kσw), N1 trên trục dẫn, N2 trên trục bị dẫn

N =

1000

.V P

P(N): lực vòngV(m/s): vận tốc

- Hiệu suất:

1 1

2 1

N

N N

2 Phân loại:

Theo hình dáng tiết diện, có 3 loại:

a Đai dẹt: có tiết diện chữ nhật, chiều rộng b, chiều dày 

b Đai thang: có tiết diện hình thang, chiều cao h, tiết diện F

c Đai tròn: tiết diện hình tròn, đường kính d, chỉ sử dụng trong các máy có công suất nhỏ.Gần đây, người ta còn sử dụng đai hình lược có cấu tạo gồm nhiều gân dọc hình thang và đairăng

Ngoài ra, theo cách bố trí đai và các bánh đai, người ta còn phân ra: truyền động thường,truyền động chéo, truyền động nửa chéo, truyền động góc

3 Các phưong pháp điều chỉnh sức căng đai:

Trong quá trình làm việc, đai sẽ dãn dần ra, sức căng giảm xuống, vì vậy cần dùng các biệnpháp điều chỉnh sức căng của đai:

Có 2 phương pháp điều chỉnh sức căng đai:

a Điều chỉnh sức căng mà không thay đổi khoảng cách trục: nối lại đai (dẹt) sau khi đã dãnhoặc dùng bánh căng đai (đặt gần bánh nhỏ, trên nhánh bị dẫn)

Chú ý: dùng bánh căng đai làm tăng số chu kỳ bị uốn của đai , do đó làm tuổi thọ của đaigiảm

b Điều chỉnh sức căng đai có thay đổi khoảng cách trục; bằng cách di động một trong haitrục (nhờ vít đẩy, nhờ trọng lượng của động cơ điện và vít)

4 Ưu - nhược điểm:

a Ưu:

- Có khả năng truyền chuyển động giữa các trục khá xa

- Làm việc êm

- Giữ được an toàn cho các chi tiết máy khi bị quá tải

- Kσết cấu đơn giản, giá thành rẻ

b Nhược:

- Kσhuôn khổ kích thước khá lớn

- Tỉ số truyền không ổn định vì có sự trượt đàn hồi

- Lực tác dụng lên trục và ổ lót lớn do phải căng đai

- Tuổi thọ thấp khi làm việc ở vận tốc cao

Phạm vi sử dụng: N  (40 - 50) Kσw; v = (5 - 30) m/s; i  5 (đai thang có thể i  10)

II.

Các thông số hính học chính:

Xét trường hợp bộ truyền đai thường

d1, d2:đường kính tính toán của bánh dẫn và bánh bị dẫn

1,2:góc ôm của đai trên bánh dẫn và bánh bị dẫn

=/2 :với  góc giữa hai nhánh đai

.2

o o

A

d d rad

A

d

d d rad

A

d d

57 180

) (

57 180

) (

1 2 1

2 2

1 2 1

2 1









Cần kiểm tra điều kiện:

3

Chiều dài đai:

Giả sử biết d1, d2, A cần xác định L:

2.cos

22

2

1 1

d A

d d

c bc b

L       

với 1, 1 (rad) theo phần 2 ta lấy 2 số hạng đầu của khai triển

2 1

A

d d

.2

.2

).( 2  1



+

A

d d

.4

2

) (

2

) (

4

1

d d d

d L d

d L

Kσhoảng cách trục A càng lớn thì 1 càng lớn, tần số thay đổi ứng suất trong đai giảm Do đóđối với đai dẹt nên lấy A  2.(d1 + d2) Đối với đai thang, khoảng cách trục tối thiểu: Amin =0,55 .(d1 + d2) + h; h: chiều cao đai thang

Mặt khác, để hạn chế kích thước, giảm giá thành và ngăn ngừa dao động ngang của đai, đốivới đai thang cần hạn chế A  Amax =2.(d1 + d2)

III.

Cơ học truyền động đai:

1

Lực tác dụng lên đai:

a.Lực căng đai:

Để tạo ra ma sát cần căng đai với lực căng ban đầu: So

Kσhi độ truyền làm việc, bánh dẫn chịu tác dụng của momen M1, trong nhánh dẫn lực tăng lên

S1 và trong nhánh bị dẫn lực giảm xuống S2

Giả sử vật liệu đai tuân theo định luật Hooke, chiều dài l không đổi trong quá trình làm việc:

Điều kiện bằng của nhánh đai trên bánh dẫn:

)(

1

p S S

p S S o o

(e)

Các biểu thức (e) cho ta mối quan hệ giữa lực căng trên các nhánh đai với các lực căng banđầu và tải trọng (P) Tuy nhiên, các biểu thức này chưa nêu lên mối quan hệ giữa khả năng tảicủa bộ truyền với các nhân tố về ma sát (1,f)

Để tìm mối quan hệ này, ta xuất phát từ công thức Euler:

f :hệ số ma sát

 :cung tiếp xũcKσết hợp: (d), (f) với (c) ta có:

2

12

1

.

0

.

2

.

1

e

e P S

e

e P S

e

e P S

) (

) (

) (

i h g

Vậy điều kiện để bộ truyền đai làm việc được là:

Dựa vào (i’) ta thấy với cùng một giá trị So có thể tăng khả năng tải của bộ truyền (lực vòng P)bằng các biện pháp:

_ Tăng  (dùng bánh căng đai)

_ Tăng f (đai thang có f’  3.f)

R :bán kính bánh đai.

Gọi  :khối lượng riêng của đai

b và  :chiều rộng và chiều dày của đaiVới d khá nhỏ, ta có:

dm = .b..R.d

Lực ly tâm có tác dụng làm giảm áp suất giữa đai và bánh đai, tạo ra lực căng phụ Sv

Theo điều kiện cân bằng lực của phân tố đai, ta có:





d S

d S

2 sin

Ứng suất trong đai:

a.Các loại ứng suất:: có 2 loại ứng suất

_ Ứng suất kéo: do lực căng đai gây nên

_ Ứng suất uốn: có ở đoạn đai mắc vòng qua các bánh đai

_ Lực căng S1 sinh ra trên nhán dẫn:

2

S F

P o

 :độ dãn dài tương đối của thớ ngoài cùng

E :môđun đàn hồi của vật liệu đai

d d







    (sử dụng khi tính sức bên mỏi)

Lưu ý: các tính toán trên bỏ qua tác dụng của Sv (lực căng phụ do lực ly tâm gây nên)

3

Sự trượt của đai:

Trong truyền động đai có hai dạng trượt: trượt đàn hồi và trượt trơn

a.Trược đàn hồi:

Kσhi bộ truyền làm việc, trên một phần của cung ôm (các cung eb và cung fd) xuất hiện lực masát Do đó trên các cung này có sự thay đổi trị số của lực căng đai Điều đó dẫn đến sự thay đổibiến dạng của đai trên các cung này Kσết quả là có sự trượt trên cung eb và cung fd Hiện tượngtrượt này do tính đàn hồi của vật liệu làm đai nên gọi là hiện tượng trượt đàn hồi Cung xảy rahiện tượng trượt gọi là cung trượt Cung trượt nằm ở phía đoạn đai ra khỏi bánh đai và độ lớnxác định bởi điều kiện hợp lực ma sát trên cung trượt cân bằng với lực vòng P.

Đường cong trượt và đường cong hiệu suất:

Để xác định điều kiện làm việc hợp lý của truyền động đai người ta tiến hành các thí nghiệm

để thiết lập các đồ thị gọi là đường cong trượt và đường cong hiệu suất

Đặt

o

P o

1

2 1

Đồ thị miêu tả quan hệ () :đường cong trượt

Đồ thị miêu tả quan hệ () : đường cong hiệu suất

_ Giai đoạn 0    o :xảy ra hiện tượng trượt đàn hồi

Kσhi  = 0 thì  = max và đó là tới hạn của hiện tượng trượt đàn hồi Giá trị o gọi là hệ sốkéo tới hạn

_ Giai đoạn o    max :xảy ra hiện tượng trượt trơn từng phần, khi hệ số kéo  tăng thìhiệu suất giảm nhanh

_ Giai đoạn  > max:trượt trơn toàn phần

Tỉ số:

o



max

:hệ số chỉ khả năng chịu quá tải tức thời của bộ truyền

Kσết quả nghiên cứu trên cho thấy truyền động đai làm việc tốt nhất khi  = o (hệ số kéo tớihạn)

5

Vận tốc – tỉ số truyền:

a.Vận tốc:

Đối với bánh dẫn:

1000.60

1 11

n d

Đối với bánh bị dẫn:

1000.60

2 22

n d

2 2

d n

Hiện nay có hai phương pháp tính toán truyền động đai:

_ Tính theo khả năng kéo

_ Tính đai theo độ bền lâu

1

Tính đai theo khả năng kéo:

Điều kiện về hệ số đai không bị trượt trơn là:

 P  2.So.o

 p  2.o,o = [P] :ứng suất có ích cho phép của bộ truyền thí nghiệm

Do điều kiện làm việc của các bộ truyền thiết kế có sự khác biết so với bộ truyền thí nghiệmnên ứng suất có ích cho phép thực tế [P] = C [P]o; trong đó C: hệ số tính toán

Vậy điều kiện trên được viết lại như sau:

P =

F

P

 C [P]oĐối với đai dẹt: C = Ct Cv Cb C

Ct :hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng

Cv :hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

Cb :hệ số xét đến ảnh hưởng của sự bố trí bộ truyền

C :hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm 1.Tiết diện đai: F = b.

Thông thường  chọn trước theo đường kính d1 để

1

d



không lớn quá Do đó, ta có điều kiện

về chiều rộng của đai như sau:

o P b

v

t C C C C

P b

] [

.

v

t C C C C

v

P b

] [

.



Đối với đai thang: C = Ct Cv C

(không xét Cb vì đai thang làm việc bằng hai mặt)

Lưu ý: đối với đai thang, diện tích làm việc tổng cộng là F1 = Z; Z: số dây đai, F: tiết diện 1đai (theo tiêu chuâtn)

Từ đó suy ra điều kiện về số dây đai là:

o P v

t C C FC V

N Z

] [

.

1000

Tính đai theo độ bền lâu:

Do ứng suất trong đai thay đổi khi làm việc, sau một số chu kỳ thay đổi ứng suất đai có thể bịhỏng do mỏi

Để đảm bảo cho đai có thể làm việc được trong khoảng thời gian đủ dài, cần hạn chế số vòngchạy của dây đai trong 1 giây theo điều kiện:

L : chiều dài đai

Như vậy điều kiện về chiều dài đai là:

L  Lmin =

max

u v

Ghi chú: ngoài ra, có thể tính tuổi thọ đai dựa vào phương trình cong mỏi

Ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng:

a.Ưu điểm: bánh ma sát có cấu tạo đơn giản; làm việc êm; có khả năng điều chỉnh vô cấp tốc độ

b Nhược điểm: lực tác dụng lên trục và ổ khá lớn; tỷ số truyền không ổn định, do có hiện tượngtrượt; khả năng tải tương đối thấp (so với bánh răng)

c.Phạm vi sử dụng: truyền động bánh ma sát thường dùng để truyền công suất nhỏ hoặc trungbình (dưới 20 kw); vận tốc v  (15  20) m/s; tỉ số truyền i  7; hiệu suất  = 0,8  0,95; chủyếu dùng trong các máy vận chuyển, dụng cụ đo, các thiết bị rèn, ép, cần trục …

xa có vận tốc lớn nhất Vì có sự khác biệt nhau về vận tốc tại các điểm tiếp xúc của bánh dẫn vàbánh bị dẫn nên xảy ra trượt hình học

b Trượt đàn hồi:

Trượt đàn hồi xảy ra do biến dạng đàn hồi vùng tiếp xúc của các bánh theo phương tiếp tuyến.Trong bất kỳ bộ truyền ma sát nào khi làm viêc đều có trượt đàn hồi

Giải thích nguyên nhân trượt đàn hồi:

Kσhi truyền momen xoắn M1, các phân tố bề mặt bánh dẫn đi vào vùng tiếp xúc, bắt đầu từđiểm 1 thì bị nén lại và đi ra khỏi điểm 3 thì bị dãn.Ngược lại, các phân tố trên bề mặt nhánh bịdẫn bị dãn ra khi vào điểm 1 và bị nén chùn lại khi ra khỏi điểm 3 Thực ra sự thay đổi biếndạng (từ nén sang dãn và ngược lại) không phải bắt đầu ngay từ điểm 1 mà bắt đầu từ điểm 2nào đó trên cung tiếp xúc Hiện tượng dãn và chùn không đều nhau của các phân tố trên bề mặtcác bánh ma sát ở cung 2 – 3 gây nên sự trượt Hiện tượng trượt này gọi là hiện tượng trượt đànhồi, xảy ra do tính chất đàn hồi của vật liệu bánh ma sát Cung 2-3 gọi là cung trượt (hợp lực masát trên cung 2-3 cân bằng với lực vòng)

c.Trượt trơn:

Kσhi tải trọng tăng, cung trượt đàn hồi cũng tăng Nếu tiếp tục tăng lực vong P, đên lúc nào đócung trượt sẽ bằng cung tiếp xúc Đó là giới hạn của hiện tượng trượt đàn hồi Kσhi đó, nếu tiếptục tăng P thi P > Fms, xảy ra hiện tượng trượt trơn: bánh 1 quay, bánh 2 đứng yên, gây nên mòncục bọ, xước bề mặt

Lưu ý: không nên dùng hiện tượng trượt trơn trong bộ truyền bánh ma sát để ngăn ngừa quátải vì như vậy sẽ làm hỏng bộ truyền;

1 11

n D

v  (m/s) ;

1000.60

2 22

n D

v  (m/s)

Vì có hiện tượng trượt nên v2 < v1 Gọi  là hệ số trượt;  =

1

2 1

1

2 2

1

)1

D D

D n

b Truyền động bánh ma sát nón:

Gọi D1, D2 là đường kính trung bình của các bánh nón ma sát dẫn và bị dẫn;

Tỉ số truyền:

2

1

2 2

1

)1

D D

D n

D2 = 2.(L – 0,5.b).sin2

2 1

2 2

1

1sin)1(

c.Bộ biến tốc mặt đĩa – con lăn:

Bán kính của con lăn là Rl

Bán kính làm việc của mặt đĩa thay đổi trong khoảng RminRmax nên số vòng quay trong mộtphút của đĩa này cũng thay đổi trong khoảng nmax  nmin

Tỉ số truyền:

)1(  

n i

)1(.

max min

n i

)1(.

min max

n i

Kσhoảng cách điều chỉnh tốc độ:

min

max min

max

R

R n

Để xác định lực ép trước hết phải tính lực pháp tuyến cần thiết

a.Lực pháp tuyến cần thiết Q:

Điều kiện để bộ truyền bánh ma sát không bị trượt trơn là Fms  P

* Trường hợp bộ truyền ma sát nón:

_ Có thể ép bánh 1 vào bánh 2 với lực ép S1 hoặc ngược lại với lực ép S2.

_ Dựa vào điều kiện cân bằng lực, ta có:

S1 = Q.sin1

S2 = Q.sin2Nếu bộ truyền giảm tốc: D1 < D2

Nếu bộ truyền được bôi trơn đầy đủ, bề mặt hỏng chủ yếu do tróc vì mỏi

Nếu bộ truyền làm việc khô hoặc nửa ướt bánh ma sát bị mòn hoặc bị xướt lớp bề mặt

Để tránh các dạng hỏng chủ yếu trên, phải tính toán sức bền tiếp xúc bộ truyền bánh ma sát.2

Tính sức bền tiếp xúc bộ truyền bánh ma sát:

Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức Héc:

p b

E Q

/ 418 , 0





Q :lực pháp tuyến tại vùng tiếp xúc

b :chiều dài tiếp xúca.Đối với truyền động bánh ma sát trụ:

1 1 6 1

1

1 9,55.10

2

2

n

N D

f D

M f f

2

1 2

1





i A D

2

6 1

6

.

) 1 (

10 55 , 9

.

) 1 (

10 55 , 9

n i A f

i N n

A f

i N

Bán kính cong tương đương:

2 1 2 1

2 2 1 1 1

i i D

i D

D

D D

.

) 1 (

) 1 (

2

) (

1 2

2

1 2

E E

E E E

b n f

i E N i

) 1 (

.

 :hệ số chiều rộng bánh ma sát (A = 0,20,4, chọn A lớn giảm được

đường kính bánh ma sát nhưng lực vòng lớn  lực ép phải lớn)

Thay b = A.b vào công thức kiểm nghiệm và biến đổi, ta có công thức thiết kế:

3

2

2 [ ]

1290

.

).

f

E N i

n2 :số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn

N :công suất trên trục dẫn (kw)

1





tg tg

2 1

2

2 1

.10.55,9

2

n

N D

f

Q  với n1 = i n2

22

1.5,

2

2 1

D

Suy ra:

i b L

i n

N f

Q

).

5 , 0 (

1

10 55 , 9

E N i

b

).5,0(

5 , 0 1 (

1290

.

.

n f

E N i

* Ghi chú: trường hợp các bộ truyền bánh ma sát làm bằng vật liệu phi kim, người ta còn quiước tính theo công thức:

q b

Thường dùng thép tôi, có thể dùng gang

Còn dùng bánh ma sát thép hoặc gang làm việc với bánh ma sát bằng têchtôlít hoặc phíp.Trường hợp tải trọng nhỏ còn dùng bánh ma sát gỗ hoặc bọc da, vải, cao su, amiăng ép làmviệc với bánh thép hoặc gang

Bánh dẫn nên làm vật liệu mềm hơn bánh bị dẫn để khi bị trượt trơn bánh bị dẫn ít bị mòn vẹt.2

Ứng suất cho phép:

Ứng suất tiếp xúc []tx có thể lấy bằng giới hạn mõi bề mặt của vật liệu

Đối với thép tôi HRC  60 có thể lấy []tx = 800  1200 N/mm2 khi tiếp xúc ban đầu theođường; []tx = 2500 N/mm2 khi tiếp xúc ban đầu theo điểm

Đối với tếchtôlít, khi tiếp xúc ban đầu theo đường, có thể lấy []tx = 80  100 N/mm2

P

1 2

cos

cos

Q S P r r

f P

P r

Và

2 2 cos 1 '2   

f P

P r

Chương IV TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

I.Khái niệm chung

1 Nguyên lý làm việc:

Truyền chuyển động và công suất nhờ sự ăn khớp của các răng trên các bánh răng

2 Phân loại:

Tùy theo vị trí tương đối giữa các trục có các loại sau:

 Hai trục song song: Truyền động bánh trụ, (răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V)

 Hai trục cắt nhau (thường là vuông góc nhau)

 Hai trục chéo nhau: truyền động bánh răng trụ chéo hoặc bánh răng nón chéo (bánh rănghypoit)

 Truyền động bánh răng thanh răng: dùng để đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnhtiến và ngược lại

3 Ưu nhược và phạm vi sử dụng:

a Ưu- nhược

Ưu điểm:

 Kσích thước nhỏ, khả năng tải lớn

 Tuổi thọ độ tin cậy cao

 Tỷ số truyền cố định

 Hiệu suất cao

 Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỉ số truyền khá rộng

1

Z

Z n

n

i 

 Bước răng trên vòng chia: t(mm)

 Góc profin sinh 0 = 20o : Đây là thông số cơ bản về dạng răng

 Bước răng trên vòng cơ sở: t0 = t.Cos0

 Mô đun ăn khớp:



t

m  ; đây là thông số cơ bản về kích thước của răng, được tiêu chuẩn

hóa.( xem bảng dưới đây)

 Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều:

A 

 Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều:

) (

2

1

1

2 Z Z m

dấu (+) ăn khớp ngoài

dấu (-) ăn khớp trong

 Chiều cao răng: h=2.25m ( không dịch chỉnh)

 Đường kính vòng đỉnh răng : de=dc+ 2m (Kσhông dịch chỉnh)

 Đường kính vòng chân răng : di= dc-2.5m ( Kσhông dịch chỉnh)

 Góc ăn khớp ađược xác định theo công thức :

A

m Z Z

2

cos)(

 Ảnh hưởng của các sai số về chế tạo của các bánh răng như sau :

 Sai số về bước răng và dạng răng : ảnh hưởng đến sai số động học, gây tải trọng động, vađập và tiếng ồn

 Sai số về phương của răng : gây ra sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều dài củarặng

 Để tránh bị kẹt răng khi ăn khớp, phải đảm bảo khe hở cạnh răng

6 Kết cấu bánh răng:

Trường hợp đường kính đáy răng ít chênh lệch với đường kính d của trục thì nên chế tạo bánhrăng liền trục (Kσhoảng cách từ đáy răng đến rãnh then ≤2.5m đối với bánh răng trụ; ≤1,6m đối vớibánh răng nón); các trường hợp khác bánh răng nên chế tạo riêng rồi lắp lên trục

Bánh răng có đường kính ≤ 500mm, thường được chế tạo bằng phôi rèn hoặc phôi dập; trườnghợp khác không quan trọng có thể đúc hoặc có thể chế tạo bằng phôi cán

Kσhi bánh răng có đường kính trên 500mm, thường chế tạo riêng vành răng rồi ghép phần lõi

II TẢI TRỌNG TÍNH

Công suất tính toán trong bộ truyền được xác định theo biểu thức:

Nt=Kσ.NKσ: hệ số tải trọng (Kσ>1); N: công suất danh nghĩa

Hệ số tải trọng được xác định như sau :

Kσtt hệ số tập trung tải trọng ; Kσđ : hệ số tải trọng động

1.Hệ số tập trung tải trọng:

a Nguyên nhân gây ra sự phân bố không đều của tải trọng :

Do sai số chế tạo, biến dạng đàn hồi của trục, chuyển vị đàn hồi và mòn của ổ, gây ra sự sai lệchcủa các răng khi ăn khớp, làm tải trọng phân bố không đều

qmax: tải trọng riêng cực đại; q: tải trọng riêng trung bình ( giả sử tải trọng phân bố đều)

Hệ số tập trung tải trọng phụ thuộc chủ yếu : vị trí bánh răng so với ổ, chiều rộng tương đối (

1

d

b

d 

 ) của bánh răng, độ cứng của trục, tổng độ cứng của đôi răng tại chỗ ăn khớp, khả năng

chạy mòn của răng

Đối với các bộ truyền không chạy mòn, có thể lấy hệ số Kσtt theo các trị số cho trong bảng.(Bảng10-5, trang 187 CTM tập 1, Nguyễn Trọng Hiệp)

Đối với các bộ truyền có khả năng chạy mòn, nếu tải trọng không đổi, lấy Kσtt=1

Nếu bộ truyền có khả năng chạy mòn nhưng tải trọng thay đổi tính theo công thức gần đúng:

Sau khi xác định kích thước bộ truyền có thể chọn chính xác Kσ và nếu cần thiết phải tính toánđiều chỉnh lại kích thước.

III TẢI TRỌNG VÀ ỨNG SUẤT – CÁC DẠNG HỎNG VÀ CHỈ TIÊU TÍNH TOÁN:

Ứng suất thay đổi là nguyên nhân làm răng hỏng do mỏi : gãy do ứng suất uốn và tróc rỗ bề mặt

do ứng suất tiếp xúc Ngoài ra do ma sát nên bề mặt răng có thể bị mòn hoặc dính

2 Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán:

a Gãy răng:

Do ứng suất uốn, có thể do quá tải hoặc mỏi Vết gãy thường từ đáy răng chỗ góc lượn Nếu bánhrăng quay một chiều, vết nứt xuất hiện ở các thớ bị kéo Ở các bánh răng nghiêng và chữ V, răngthường gãy do tiết diện xiên Đây là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền không bôi trơn tốt

b.Tróc vì mỏi bề mặt răng:

Do ứng suất tiếp xúc gây nên, đây là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền được bôi trơn tốt Trócthường bắt đầu ở vùng tâm ăn khớp (phía chân răng) Trong quá trình làm việc, các vết tróc pháttriển và số vết tróc tăng dần, cuối cùng toàn bộ bề mặt răng phía dưới đường tâm ăn khớp bị pháhỏng

(Hiện tượng tróc nhất thời xảy ra khi độ rắn mặt răng thấp (HB<350), khi răng có độ rắn bề mặt cao(HB>350) thường xảy ra tróc lan)

c Mòn răng

Là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền được bôi trơn tốt, răng mòn nhiều ở đỉnh và chân răng.Mòn làm dạng răng thay đổi, tải trọng động tăng lên tiết diện của răng giảm xuống và cuối cùngrăng bị gãy

d Dính răng:

Xảy ra nhiều nhất ở các bộ truyền chịu tải trọng lớn và có vận tốc cao, nhất là đối với cặp bánhrăng làm bằng cùng vật liệu và không tôi bề mặt răng.

e Biến dạng dẻo bề mặt răng:

Do tác dụng của lực ma sát, thường xảy ra đối với các bộ truyền bánh răng bằng thép có độ rắnthấp, chịu tải trọng lớn

1 22

d

M d

2 Tính theo ứng suất tiếp xúc:

a.Mục đích: Giới hạn ứng suất tiếp xúc để tránh dạng hỏng do tróc rỗ bề mặt răng

b Điều kiện tính toán:

Tính tại tâm ăn khớp

Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức hec

c Thiết lập công thức :

Sức bền tiếp xúc :

 tx tx

10 55 , 9 2

6

b n d

KN b

P b

2

6

b Ain

i KN

Bán kính cong tương đương  :

2 1

1 1 1





) 1 (

i Ai

, trong đó :

;

Với

2 1

2 1

2

E E

 o  sin2trường hợp này C=1,05.10trường hợp này C=1,05.106

Từ đó công thức tính kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc như sau :

 tx

N K b

05 , 1

Để thiết lập công thức thiết kế, đặt

Nếu chọn A lớn hơn thì A giảm nhưng b tăng

Từ định nghĩa ta suy ra: b=A.A

Thế vào công thức kiểm nghiệm rồi biến đổi, ta được công thức thiết kế theo điều kiện sức bền tiếpxúc như sau:

10 05 , 1 ) 1 (

n

KN i

i A

 n2(vòng/phút)- Số vòng quay trong vòng một phút của trục bị dẫn

 A,b(mm)- Kσhoảng cách trục và chiều rộng bánh răng

[ ]tx(N/mm2)- Ứng suất tiếp xúc cho phép

3 Tính theo sức bền uốn:

a Mục đích :

Giới hạn ứng suất uốn ở tiết diện nguy hiểm nhằm tránh tình trạng gãy răng

b Điều kiện tính toán:

Tính sức bền khi răng ăn khớp tại đỉnh(cánh tay đòn mômen uốn tại đỉnh là lớn nhất)

Coi như chỉ có một đôi răng ăn khớp, bỏ qua tác dụng của lực ma sát đối với ứng suất uốn

Tiết diện nguy hiểm chân răng

Tính sức bền ở phía răng chịu kéo (vì các vết nứt mỏi uốn và hiện tượng gãy răng bắt đầu ở vị trínày)

Trượt Pn về đường đối xứng của răng và phân tích :

W u  Mômen cản uốn của tiết diện nguy hiểm

F=b.s – Diện tích tiết diện nguy hiểm

'sin.cos

'cos 6

m s

l m b

'sin.cos

'cos

6

1

m s

l m

Lý do : do s và l đều tỉ lệ bậc nhất đối với mô đun m nên hệ số y không phụ thuộc vào mô đun màchỉ phụ thuộc vào dạng răng, hệ số y được gọi là hệ số dạng răng, hệ số dạng răng chỉ phụ thuộcvào Z và  (khi cắt răng bằng dao tiêu chuẩn)

Lực vòng :

n Z m

N K mZ

M d

M P

.

10 55 , 9 2 2

u

.

10 1 , 19

.

10

Trị số mô đun phải chọn theo tiêu chuẩn

Trường hợp hai bánh răng cùng vật liệu tính cho bánh nhỏ (Z1Z2 y1y2)

Trường hợp hai bánh răng khác vật liệu, tính cho bánh nào có tích y.[ ]u nhỏ hơn

Hợp lý nhất là chọn sao cho : y1.[ ]u1  y2.[ ]u2

V BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG:

1 Khái niệm chung:

Bánh răng nghiêng có phương răng nằm nghiêng so với đường sinh mặt trụ chia một góc 

Các thông số của răng được xét trong hai tiết diện : tiết diện pháp n-n và tiết diện ngang s-s

Ta có :



cos

n s

m

m 

Z

m Z

 1 2.

1 22

d

M d

'

n n

n

P P

Ghi chú : Lực dọc trục Pa tỉ lệ với với tg , do đó để hạn chế lực này thông thường chọn =8   200

Để khắc phục các nhược điểm trên có thể dùng bánh răng dạng chữ V (các lực dọc trục tác dụng lên

ổ bằng nhau.)

1 Đặc điểm của bánh răng nghiêng :

2 a Ăn khớp êm, tải trọng động giảm, chiều dài tiếp xúc:

Vì các răng vào khớp và ra khớp dần dần Chiều dài tiếp xúc không thay đổi đột ngột như răngthẳng nên răng nghiêng ăn khớp êm hơn, tải trọng động giảm

Do vùng trong ăn khớp bao giờ cũng có ít nhất hai đôi răng nên tổng chiều dài tiếp xúc của răngnghiêng lớn :

b b

b Tải trọng riêng (trung bình) trên răng nghiêng nhỏ hơn trên răng thẳng

Đối với răng nghiêng :

P L

P

q

s n tx

n

rn  

n s

Vậy tải trọng riêng (trung bình) trên răng nghiêng nhỏ hơn so với răng thẳng  slần

c Bánh răng tương đương :

Trong mặt phẳng pháp tuyến, dạng răng của bánh răng nghiêng tương tự như một bánh răng thẳng

có các đặc điểm sau :

Mô đun: mn

d Tải trọng phân bố không đều:

Vì đường tiếp xúc nằm chếc trên mặt răng nên tổng độ cứng của đôi răng trên đường tiếp xúc khôngnhư nhau nên tải trọng riêng phân bố không đều Tải trọng lớn nhất qmax tại vị trí tâm ăn khớp (điểmb)

Để xét đặc điểm này dùng hệ số Kσn :

tb n tb

q

q

K  max(1,2) max 

4 Sức bền tiếp xúc của bánh trụ răng nghiêng:

Để tính sức bền tiếp xúc dùng công thức Hec:



tx

418

Tải trọng riêng (trung bình) ở bánh răng nghiêng nhỏ hơn so với bánh răng thẳng  slần

Tại vị trí tính sức bền tiếp xúc (tâm ăn khớp) có tập trung tải trọng: qmax=Kσn.qtb

Thiết lập công thức:

Công thức tính ứng suất tiếp xúc của bánh trụ răng thẳng:

tx

KN b

i

3

6 ( 1)10

K n

N K b

)1(10

n

s K

 (1, 151,35) : Hệ số tăng sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng

 Công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng:

 tx tx

n

N K b

'.

) 1 ( 10

'.

.

.

10 05 , 1 )

1

(

n

KN i

5.Tính sức bền uốn bánh trụ răng nghiêng:

Tính tương tự bánh trụ răng thẳng, tính cho bánh răng tương đương bổ sung các đặc điểm sau:

Hệ số dạng răng lớn hơn: ytđ>y (vì Z tđ  Z Z



2

Tải trọng riêng tác dụng lên răng nghiêng nhỏ hơn  slần so với răng thẳng

Tiết diện nguy hiểm uốn là tiết diện chéo, nghiêng một góc so với đáy răng Ứng suất uốn trongso với đáy răng Ứng suất uốn trongtiết diện này chỉ bằng khoảng cos2 lần ứng suất uốn sinh ra trong tiết diện nguy hiểm của răngthẳng

Thiết lập công thức:

Ứng suất uốn trong trường hợp bánh trụ răng thẳng: